机械设计课程设计说明书-链板式输送机传动装置

机械设计课程设计说明书设计题目链板式输送机传动装置姓名：指导老师：学号：班级︰目录课程设计题目第一部分传动方案拟定第二部分电动机的选择第三部分计算总传动比及分配各级的传动比第四部分运动参数及动力参数计算第五部分传动零件的设计计算第六部分轴的设计计算第七部分深沟球轴承的选择及校核计算第八部分键联接的选择及校核计算第九部分联轴器的选择第十部分润滑及密封第十一部分箱体及附件的结构设计和选择参考资料课程设计设计链板式传动机的传动装置（简图如下）原始数据：输送链的牵引力F/kN1运输机链速V/(m/s)0.9传送链链轮的节圆直径d/mm105工作条件：①使用年限10年，每年300个工作日，每日工作16个小时。②链板式传动机的传动效率为0.95。③传送机运转方向不变，工作时有轻微振动。计算与说明主要结果第一部分传动方案拟定传动方案（已给定）1）外传动为V带传动。2）减速器为一级展开式圆锥齿轮减速器。3）方案简图如下：第二部分电动机的选择1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：1、工作机所需功率：110000.90.9474100010000.95FVpkW2、传动总效率：160.960.980.990.980.990.970.8765p0.9474kWw所需电动机的功率0.94740.87651.0809dwppkw电动机额定功率1.21.08091.2971mpkw3、确定电动机转速：计算鼓轮工作转速：6010000.9601000163.7022/min3.14105Vnrd按手册推荐的传动比合理范围，取圆锥齿轮传动一级减速器传动比范围1i=2～3。取V带传动比2i=2～4，则总传动比理时范围为i=4～12。符合这一范围的同步转速有1000和1500r/min。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见转速1500r/min比较适合，则选n=1500r/min。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，由理论需求电机功率：0.94740.87651.0809dwppkw及同步转速，选定电动机型号为Y90L-4。其主要性能：额定功率：1.5KW，满载转速1400r/min。第三部分计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：=0.8765电动机型号为Y90L-414008.5521163.7022i2、分配各构件传动比：21iii3、初定减速器内的传动比23i，则带传动的传比就为128.55212.85073iii第四部分运动参数及动力参数计算1、各轴转速：电动机转速01400/minnr小锥齿轮轴转速0111400491.1074/min2.8507nnri大锥齿轮转速122163.7025/minnnri链轮轴转速32163.7025/minnnr2、各轴功率：111.50.961.44MPPkW21351.440.970.981.368864PPkW32461.3828320.990.981.3281PPkW3、各轴转矩：电动机轴：1.59550955010.23211400dddPTNmn轴1：1119550/28.0020TPnNm轴2：2229550/79.8561TPnNm轴3：3339550/77.4781TPnNmi=8.5521i1=2.8507i2=31491.1074/minnr2163.7025/minnr11.44Pkw21.368864kwp31.3281kwP128.0020TNm279.8561TNm377.4781TNm4、参数汇总参数转速（r/min）功率（kW）转矩（mN）轴Ⅰ491.111.4428.00轴Ⅱ163.701.3779.86轴Ⅲ163.701.3377.48第五部分传动零件的设计计算1.皮带轮传动的设计计算（1）选择普通V带截型由机械设计课本表6-6得：工况系数kA=1.31.31.51.95caApKpkw01400/minnr所以由图6-10选择z型v带（2）确定带轮基准直径，并验算带速选取180mmdd211i(1)2.85078010.01225.78ddddmm2224ddmm轴Ⅰ的实际转速1122(1)(10.01)140080495/min224ddndnrdε验证带的速度：118014005.8643/601000601000ddnvms介于525之间，合适。z型带180ddmm2224ddmm5.8643/vms1250dLmm（3）确定带长和中心矩按设计要求120120.7()2()ddddddadd取0400amm2'210120()21290.4824dddddddLaddmma查表6-2取1250dLmm实际轴间距'012501290.4840038022ddLLaamm安装时所需最小轴间距离min0.0153800.0151250361.25daaL张紧或补偿伸长所需最大轴间距离max0.033800.031250417.5daaL(4)验算小带轮包角包角21118057.3158.29120dddda包角合适。(5)确定带的根数由1400/minnr，180ddmm得10.35pkw，10.03p，0.943ak，1.11Lk，则111.954.90250.350.030.9431.11dLpzppKK可以选取5z(6)计算轴压力380amm1158.29z=5056.9663NF559.47rFN单根v带的初拉力：2205002.55001.952.5(1)10.065.864356.966355.86430.943dPFmvNzvk压轴力：0158.292sin2556.9663sin559.4722rFzFN小轮基准直径180ddmm小轮外径11284adaddhmm带轮宽'(-1)2(51)122864Bzefmm大轮基准直径2224ddmm大轮外径22217022228adaddhmm2．齿轮传动的设计计算1、选定精度等级，材料热处理方式，齿数初定：1）本运输机工作速度、功率都不高，选用7级精度；2）选择小齿轮材料为40Cr，调质处理，硬度1241~286HBS，3）大齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为2217~255HBS4）选取小齿轮齿数Z1=20，初步确定传动比为i2=3则大齿轮齿数Z2=i2Z1=3×20=605）此时传动比21160320zuz2、按齿面接触疲劳强度计算：锥齿轮以大端面参数为标准值，取齿宽中点处的当120z260z3u量齿轮作为强度计算依据进行计算。由公式13122496.6(10.5)[]tRRHKTdU1)初拟载荷系数1.2K，取齿宽系数L0.3计算节锥角1cotcot318.4349arcuarc21909018.434971.56512)按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限为：应以大齿轮材料所决定的许用接触应力为准,对45号钢,取2230HBS,大齿轮：lim2539HaMP3)接触疲劳强度寿命系数取安全系数1.0Hs,计算接触疲劳的寿命系数06HNNKN,式中86060491.1074316300104.71510nNnt,2.42.47030()30(230)1.39710NHBS,因0NN,故1HNK4)计算接触疲劳许用应力许用接触应力lim539HNHaHKMPS5）按齿面接触强度设计传动区域系数2.5Hz弹性影响系数189.8EazMP3m由式8-11得小齿轮分度圆直径：2131224()d(10.5)HELLHKTzzu332241.228.00201054.315390.3(10.50.3)3()2.5189.8mm齿轮模数1154.312.7220dmmmZ3、按齿根弯曲疲劳强度计算：两齿轮的当量齿数1112021.08coscos18.4349VZZ22260189.74coscos71.5651VZZ查6-5表得12.77FaY,22.13FaY对小齿轮取1260HBS,对大齿轮仍用接触强度时的数据,取2230HBS,按线性插值得弯曲疲劳极限分别为lim1278218218(260200)241.5353200FaMPlim2185155155(230120)192210120FaMP许用应力lim11186FNFaFFKMPSlim22148FNFaFFKMPS112.770.01489[]186FaFY222.130.015[]148FaFY较11[]FaFY大，故选其校验21132124(10.5)110.51[]LFaLLFkTYmZu3322141.221.001310(10.50.3)2.8010.50.30.320311861.77mm4、确定模数综上,根据标准模数表取3m5、齿轮参数计算：由齿数求分度圆直径1120360dZmmm22603180dZmmm锥距R，由2211316094.868322uRdmm齿宽0.394.868328.4605RbRmm圆整取128bmm228bmm6、齿轮参数汇总：名称代号小锥齿轮大锥齿轮齿数Z2060模数M3mm分锥角δ18.434971.5651分度圆直径d（mm）60180齿顶高h(mm)a3齿根高hf(mm)3.6齿顶圆直径da(mm)65.6921181.8974齿根圆直径df(mm)53.1695177.7232锥距R(mm)94.8683顶隙c(mm)0.6分度圆齿厚S(mm)4.712当量齿数ZV21.08189.74齿宽β(mm)28齿宽系数φR0.3平均分度圆直径（mm）51153第六部分轴的设计计算输入轴的设计计算1、按照扭转强度初定直径选用45号钢作为轴的材料，调质处理，取[]35MPa估算最小轴径：33min955000095500001.4416.710.2[]0.2491.107430TPdmmn考虑有键槽，将直径增大5%，则16.711.0517.55dmm考虑到键槽对轴强度的削弱以及带轮对小轴有较大的拉力，我们选择小轴最小径20dmm。2、输入轴的结构设计(1)轴上零件的定位，固定和装配123456(2)确定轴各段直径和长度Ⅰ段:d1=20mm长度取L1=60mm键长50mmb=h=6mmⅡ段:d2=25mm长度取L2=30mmⅢ段:d3=30mm长度取L3=15mm用来和轴承进行过度配合，初选用30206型圆锥滚子轴承。Ⅳ段：d4=28mm长度为L4=42mmⅤ段：d5=30mm长度为L5=26mm用来和轴承进行过度配合，初选用30206型圆锥滚子轴承。Ⅵ段：齿轮部分(3)轴强度校核齿轮之间的力：对小锥齿轮受力分析：Ft1=2T1/dm1=2*28.002/51=1.098KN（外）Fa1=Ft1*tan20*sin18.4349=0.126KN（左）Fr1=Ft1*tan20*cos18.4349=0.379KN（下）带轮处：0158.292sin2556.9663sin0.55922rFzFkN（下）对输入轴进行受力分析得轴承1：Fr